摘 要 ： 基于三维软件SolidWorks有限元法对农用发动机的缸盖进了静力分析 、热分析和热力耦合分析 ，得到了缸盖的机械应力、热应力和综合应力的分布场，找出了农机工作中缸盖受力的关键部位和薄弱环节。同时，提出了设计时应注意的要点，为发动机缸盖的设计提供参考。
0 引言
发动机直接影响农机工作的可靠性。作为发动机中结构最复杂、工作条件最恶劣的零件之一，缸盖的设计尤其关键 , 其设计方法已由传统的经验设计发展为计算机辅助设计。缸盖工作 中同时受很强的机械负荷和热负荷作用，为避免材料浪费，保证设计可靠，运用CAE技术越来越有意义。本文基于SolidWorks对某农机缸盖进行三维制作，并进行了静里分析和热分析，得到了缸盖的应力分布规律，找出了缸盖工作时的关键部位和薄弱环节。
1 三维造型
由于缸盖结构非常复杂，对其进行有限元分析时完全按照真实状态来建模很困难，也没有必要。因此，对缸盖进行了适当的简化：不考虑圆角和倒角；对影响不大的次要结构 ( 如小油孔等 ) 都不予考虑；认为气道孔为等截面孔等。同时，为了便于变结构设计，对缸盖采用特征建模 [2]，如图1所示。其中包括两个层次的特征模型，即局部几何特征和整体零件特征。
局部几何特征是处在特征层次图中最底层的特征，如进气道、排气道 、气门孔等 。整体零件特征是为尽可能提高今后修改设计的效率而设计的。将缸盖上采用的零件即自由端、单缸 盖 、传动箱端，通过其相关的局部几何特征预先建立模型，经参数化后存入缸盖标准特征库，它们实际上对应于缸盖特征层次途中第二层特征。
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分析采用四缸发动机缸盖，整体形状似一个长方体，且四缸呈对称分布。先绘制单缸，再利用镜向、拉伸切除、倒圆角、钻螺钉孔等特征，从而完成三维造型，如图 2 所示。
2 有限元模型
单元的选择：从有限元理论得知，用三维实体单元来描述缸盖结构更能反映缸盖的实际状况[3]由于六面体单元在划分时要求结构比较规则，而用四面体单元很灵活。因此，采用四面体单元划分。确定网格数量时应对计算精度和计算规模这两个因素综合考虑。一般静力分析结构变形时，网格数量可少一些，若计算应力，则精度要求相同时应取相对多的网格。
材料模型：缸盖材料为铝合金，选取气缸盖的材料参数为弹性模量 E =69GPa，泊松比 µ =0.34，材料抗拉强度 b σ =145MPa，抗压强度 c σ >430MPa，材料密度 ρ =2.7×10-9t/mm3
，材料的线膨胀系数 β =23×10-6/℃，导热系数 203mW/（mm·K） 。 最后，共划分单元数为 8013 个，节点 12796个，缸盖有限元模型，如图 3 所示。
3 静力分析
静力分析研究不随时间变化的载荷。螺栓的预紧力用于保证缸盖及其机体之间连接紧固，它对缸盖的应力分布有很大的影响，且不随时间变化。本次计算中螺栓的预紧力的大小为 0 P =8.166×103N。另外，缸内最大爆发压力取 6MPa。最后部分静力分析云图，如图 4 所示。
可见，由螺栓预紧力及压力波动引起的应力主要集中在缸盖上部，采用多点约束模拟螺栓作用，除螺栓接触边缘的区域外，缸盖上表面的最大应力主要集中在各螺栓周围的位置，加大其作用面积即可减小。 另外，分析表明：预紧力及压力波动产生的最大变形位于缸盖边缘位置。由于在分析中考虑了气体爆发压力反作用力的影响，可以看出该作用力对缸盖表面的变形影响也较大。
4 热分析
4.1 热边界条件和载荷的确定
缸盖温度场采用第三类边界条件进行计算，换热系数根据设计参数并参照文献[4]初步确定， 然后经过反复计算修改确定如下：
1) 自由表面。气缸盖暴露于大气环境中的表面即为自由表面。取α =0.1mW/(mm2·K)，环境温度取 293K。
2) 进气道表面。此换热系数数值通常在 150～500W/(m2·K)之间。α =0.35mW/(mm2·K)，进气温度为 353K。
3) 排气道表面。文献推荐此处换热系数在200～500W/(m2·K)之间，取废气温度为 893K，换热系数α =0.65mW/(mm2·K)。
4) 燃烧室表面。按多数文献，采用平均温度作为环境温度。最后取 gm α =1.0mW/(mm2·K)，燃气温度为 1325K。
5) 水腔表面。经试算水套表面换热系数取：α =6.5～7.8mW/(mm2·K)，随区域略有不同，冷却水温度为 348～358K。
4.2 热应力分析
根据前面的热边界条件对缸盖施加热力约束、载荷，建立稳态热力分析，运行分析缸盖底面温度场分布图，如图 5 所示。
从温度场的计算结果可知，缸盖最高温度在排气道内侧靠近火力面附近，其值为 578K(305℃)；火力面上最高温度在 550K(277℃)左右；缸盖外壁最低温度为 338K(65℃)。缸盖的受热表面主要是火力面下表面、排气门口以及排气道表面，在缸盖火力面鼻梁区处温度最高，且此处的表面和厚度方向温度梯度都比较大。 缸盖在交变热应力作用下的受力变形如图 6 所示。鼻梁区最大变形量为 0.264mm，满足使用要求。但由于应力变化幅值很大，因此气缸盖底面，特别是鼻梁区易发生低频疲劳失效。
5 热力耦合分析
5.1 载荷及约束
缸盖在实际工作过程中是同时受力和热的作用的，因此热力耦合分析更有意义。分析时，需要确定气缸盖边界上的负荷大小及其约束。 其负荷有：热应力、最高燃烧压力和螺栓预紧力。其约束有：预紧螺栓、定位销及缸套等接触环面上竖直方向位移为零；预紧螺栓、定位销接触截面水平方向位移为零。
本文中热应力负荷的处理由计算温度场数据结果自动耦合计算；将燃气最高燃烧压力(6MPa)均匀地作用到缸盖与燃烧室的接触面上；考虑到每个气缸的气缸盖和气缸体由 6 根贯穿螺栓连接、装配时将产生非常大的预紧力，螺栓预紧力为 8.2kN。所以，应先算出缸盖的预应力场，其作为初始应力加入到缸盖处于最高燃烧压力时及其承受最高温度负荷时的工作状态中，与工作负荷叠加，最后求出综合应力场。在确定螺栓预紧力边界条件时，假定气缸盖与气缸体均匀接触，即预紧力均匀分布在螺栓垫片和气缸盖的接触面上。
5.2 分析结果
5.2.1 气体爆发压力引起的应力及变形
气体爆发压力引起的应力及变形， 如图 7 所示。由气体爆发压力引起的最大应力达到 71.8MPa，位于气门座及鼻梁区， 虽然该应力相对热应力比较小，但由于该应力为一高频应力， 应力变化频率比较快，容易造成高应力区域的疲劳破坏；同时，由于两缸压力存在极大的不均，因此局部应力特别大，对缸盖结构强度影响比较大。同时，爆发压力引起的最大形变位置位于鼻梁区，极高的温度和热应力加上压力的作用。所以，一般在与火焰接触的底板鼻梁区最容易出现裂纹。
5.2.2 热力耦合应力云图
热力耦合应力图，如图 8 所示。在图 8 中，图(a)为有热力载荷时的应力分布，图(b)为无热力载荷时的应力分布。 从图(b)可以看出无热力载荷比有热力载荷时应力要集中一些。
5.2.3 热力耦合位移图
热力耦合位移图，如图 9 所示。图 9(a)为有热力载荷时的位移，图(b)为无热力载荷时的位移。从常规角度分析，高温环境下材质将变软，导致形变加大；而从形变结果图却得知高温环境下的形变小于常温环境。这是因为高温区域材质变软后使形变加大，反而导致边缘区域的形变相对减小。
6 结论
1) 发动机缸盖工作时同时受热载荷和机械载荷作用，热应力使得缸盖底面特别是火焰面应力最大，在缸盖部件的强度分析中占主导地位；
2) 预紧力使得缸盖上表面及其螺柱孔壁四周应力最大，但一般而言，单一的机械应力不足以对缸盖产生破坏；
3) 热和力的综合作用使鼻梁区的应力、变形都处于极高的水平，说明研究发动机缸盖应从热力耦合进行考虑
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